螺旋板式換熱器結構優(yōu)化及傳熱特性研究

程友良， 韓 健， 楊星輝

(華北電力大學 能源動力與機械工程學院，保定 071003)

螺旋板式換熱器結構優(yōu)化及傳熱特性研究

程友良， 韓 健， 楊星輝

(華北電力大學 能源動力與機械工程學院，保定 071003)

基于強化傳熱理論，通過建立合理的數(shù)學模型和物理模型，運用FLUENT數(shù)值模擬軟件，對螺旋板式換熱器流道中添加螺旋形擾流體的工況進行數(shù)值模擬，并對換熱效果較差的擾流體工況進行進一步優(yōu)化模擬。研究表明，在所研究的定曲率和變曲率兩種螺旋形擾流體的5種布置方式中，兩者均在布置方式5時效果最優(yōu)；對比分析各參數(shù)后發(fā)現(xiàn)，定曲率螺旋形擾流體的換熱效果更勝一籌。進一步對擾流體結構進行優(yōu)化，當擾流體直徑增加時，可以強化換熱；從而說明擾流體的直徑在增強換熱效果中起著很重要的作用。

螺旋板式換熱器；結構優(yōu)化；傳熱特性；螺旋形擾流體

0 引 言

螺旋板式換熱器是由瑞典的Rosenblad在1930年首先提出的一種新型高效的板式換熱器。由于具有結構緊湊、傳熱效率高、自潔能力強、造價低及占地面積小等優(yōu)點，故得到日益廣泛的應用。螺旋板式換熱器由兩張鋼板卷制而成，板間均勻地裝有定距柱，一方面起到支撐作用，另一方面也加強了流體的擾動，達到強化換熱的目的[1]。劉寶慶等[2]應用計算流體動力學(CFD)和數(shù)值傳熱學方法，建立了考慮可拆式螺旋板換熱器(DSHE)內(nèi)流動與傳熱的三維數(shù)學模型，分析了換熱器內(nèi)流體的流速、流向、流動狀態(tài)以及換熱器高度、流道間距、接管形式等流動與結構參數(shù)對傳熱系數(shù)、系統(tǒng)壓降及傳熱-壓降性能系數(shù)EK等參數(shù)的影響。Sathiyan等人[3]根據(jù)相關性預測了液-液兩相螺旋板換熱器的傳熱系數(shù)，實驗在不同的體積流速和溫度條件下進行，熱流體的體積流速保持恒定。預測結果表明，在層流范圍內(nèi)，其變化幅度為不超過12%。左丹[4]使用等角度間隔的方式將換熱器中的流動通道及傳熱面分為多個流動單元和面單元，分析及建立了流動單元與傳熱面單元的對應關系，應用傳熱學原理建立了螺旋板式換熱器的數(shù)學模型。應用Visual Bisic 6.0進行程序設計，自動生成方程組并進行求解。模擬計算得到了換熱器內(nèi)的溫度分布、總傳熱系數(shù)及總流動阻力。林玉娟等[5]應用計算流體力學(CFD)和數(shù)值傳熱學方法對螺旋板式換熱器高黏性介質(zhì)的傳熱特性進行了數(shù)值模擬。通過熱流通道的潤滑油、減壓渣油和導熱油3種介質(zhì)與冷流通道的水模擬，計算傳熱系數(shù)和壓降，分析不同黏度流體對螺旋板式換熱器傳熱性能的影響。Rangasamy RAJAVEL[6]通過實驗和數(shù)值模擬方法研究了螺旋板式換熱器的傳熱和流動特性。研究了螺旋板式換熱器的幾何結構和流體性質(zhì)對傳熱特性的影響；設計、組裝、并測試了三種不同板間距(4 mm,5 mm,6 mm)的螺旋板式換熱器；對不同流體和流動工況下的物理模型進行了實驗；得到了質(zhì)量流量和雷諾數(shù)對傳熱系數(shù)的影響；并將數(shù)值模擬得到的努賽爾數(shù)與實驗數(shù)據(jù)相比較。Lu等[7]采用實驗和數(shù)值方法研究了多通道纏繞式螺旋板換熱器的換熱性能，并得到了一個較為簡單的殼程換熱關聯(lián)式。Nguyen和San[8,9]提出了一種利用3D打印技術生產(chǎn)逆流螺旋板式換熱器的新方法，并研究了換熱器壁厚和壁面材料對換熱器性能的影響；研究表明，對于螺旋板式換熱器，螺旋方向的熱傳導使換熱器效能ε隨著Bi數(shù)的降低而降低，徑向的熱傳導使換熱器效能ε隨著Bi數(shù)的增加而降低；無論是平衡流動工況還是非平衡流動工況，螺旋板式換熱器在冷熱流域分別存在一個最佳Bi數(shù)值，最佳值在10-4～10-2之間，當處于最佳Bi數(shù)時，換熱效能的衰減Δε/ε接近0。選擇合適的壁面材料可以有效減少螺旋板式換熱器換熱效能的衰減。劉炳成等[10]通過實驗對異形定距柱螺旋板式換熱器的傳熱特性進行了研究，利用熱質(zhì)比擬萘升華技術，測量了Re=4 200-7 000范圍內(nèi)的圓形定距柱和兩種橢圓形定距柱柱面及通道底面的對流換熱系數(shù)，得出了橢圓形定距柱螺旋通道的傳熱規(guī)律，并對其綜合性能進行了比較。目前研究板式傳熱器的性能主要體現(xiàn)在傳熱特性和壓降兩個方面，目的是提高傳熱效果和降低壓降[11]。螺旋板式換熱器作為一種特殊形式的板式換熱器，對其的理論研究具有十分重要的意義。

本文采用數(shù)值模擬方法對螺旋板式換熱器流道中添加螺旋形擾流體的工況進行數(shù)值模擬，并對換熱效果較差的擾流體工況進行進一步優(yōu)化模擬，結合強化換熱理論，多角度分析了模擬單元中添加擾流柱時的流動換熱特性。

1 數(shù)值模擬

1.1 物理模型

螺旋板式換熱器在工作過程中，冷、熱流體在螺旋通道內(nèi)獨立流動，并通過金屬板換熱。冷熱流域采用同寬度的通道，兩流體的中間區(qū)域為螺旋板，即為換熱面。因此，在建模時選取研究目標包括冷、熱流體區(qū)域以及螺旋板區(qū)域；冷、熱流體區(qū)域建立模型時，除螺旋通道的部分，還延長進出口管部分，以方便流速設置[12]。

所研究的螺旋板式換熱器型號是BLC1.6-6-0.5/500-10，板片的材料為304不銹鋼[13]，比熱容c=5.0×102J/(kg·K)，密度Q=7 850 kg/m3，導熱系數(shù)K=30 W/(m·K)。換熱器相關結構參數(shù)為：換熱器筒高500 mm，螺旋體外徑500 mm，定距柱直徑30 mm，螺旋板厚度4 mm，冷流體通道寬度10 mm，熱流體通道寬度10 mm。螺旋板換熱器幾何模型見圖1。

圖1 螺旋板式換熱器幾何模型Fig.1 The geometric model of spiral plate heat exchanger

對于幾何結構呈周期性變化的流動通道，當流動與換熱進入充分發(fā)展階段以后，可認為流體各參數(shù)都在進行周期性的變化，因而為了研究充分發(fā)展階段的流動與傳熱規(guī)律，我們選取一個周期結構即可。實驗研究發(fā)現(xiàn)對于具有擾流件周期性分布的結構，當流體從入口開始通過3～5排擾流件以后，流動和熱傳遞就達到周期性充分發(fā)展狀態(tài)，而實際結構擾流件數(shù)量遠多于5個，所以進口段影響很小[14-16]。

螺旋板式換熱器的流道內(nèi)結構具有周期性，為了簡化起見，將其內(nèi)部結構簡化為可以計算的帶有很多規(guī)則排列的擾流體的夾層結構作為周期流模型取代螺旋板式換熱器進行研究。這種取其中一個部分作為模擬單元，代表整個結構的簡化方式，模型小，計算量少，模擬方便。

選取螺旋形擾流體，分為定曲率和變曲率兩種，如圖2所示。并將其按照不同的布置方式添加到模擬單元冷熱流道內(nèi)，上層為熱流域，下層為冷流域，具體布置如圖3所示。

圖2 流道內(nèi)擾流體物理模型Fig.2 The physical model of spoilers in flow channel

圖3 擾流體布置方式Fig.3 Arrangement of spoilers

1.2 控制方程

本文結合螺旋板式換熱器模擬單元流道內(nèi)流體流動傳熱的具體情況，在建立數(shù)學模型時進行如下假設：(1)流道內(nèi)流體為常物性，根據(jù)本文假設，流體的馬赫數(shù)M遠小于0.2，因此認定為不可壓縮流體；(2)壁面為無滑移邊界條件；(3)不考慮重力對該問題的影響；(4)忽略流體流動時的粘性耗散作用產(chǎn)生的熱效應。

在假設的基礎之上，螺旋板式換熱器模擬單元流道內(nèi)流體流動傳熱的控制方程可以表述為

第q相流體的連續(xù)性方程為

(1)

式中：αq為q相流體的體積分數(shù)；vq為q相流體的速度；Sα q為質(zhì)量源；ρq為q相密度；mpq為p相到q相的質(zhì)量輸送；mqp為q相到p相的質(zhì)量輸送。其中，p=1,2，q=1,2。

動量方程為

(2)

式中：ρ為兩相的合密度；μ為動力學黏度；v為速度向量；p為壓力；g為重力加速度；F為源項。

能量方程為

(3)

式中：E為總能量；T為溫度；keff為有效熱傳導系數(shù)；Sh為容積熱源項。

本文數(shù)值模擬采用RNGk-ε模型。標準的k-ε模型的湍動能k和耗散率ε方程為

Gk+Gb-ρε-YM

(4)

(5)

式中：μt為漩渦黏度；Gk為由層流速度梯度引起的湍流動能；Gb為由于浮力影響引起的湍流動能；YM為可壓縮湍流脈動膨脹對總的耗散率的影響。C1ε= 1.44，C2ε=1.92，C3ε=0.09，σk=1.0，σε=1.3。

以二維平板邊界層流動為例，在整個熱邊界層內(nèi)對能量守恒方程求積分，可以得到

(6)

式(6)等號右側為流體與固體表面間的換熱量，等號左側為速度矢量與溫度梯度的點積，還可以寫為

(7)

式中：β為速度矢量與溫度梯度之間的夾角，即協(xié)同角β。可見對流換熱量不僅與物性參數(shù)和速度矢量與溫度梯度的大小有關，還與速度矢量與溫度梯度之間的夾角有關，在物性參數(shù)和邊界條件不變的前提下，減小協(xié)同角可以增加對流換熱量，即在整個換熱區(qū)域內(nèi)速度場和溫度梯度場的協(xié)同性越好，換熱效果越好。

1.3 邊界條件

流動工質(zhì)為水，工質(zhì)的相關邊界條件參數(shù)如表2所示。外部邊界為無滑移壁面邊界條件，冷熱流道相接觸的面設為傳熱面，其余各面設為絕熱邊界條件。模擬體系中的冷熱流體分別進入螺旋板式換熱器，通過金屬間壁進行換熱；在壁面處采用流固耦合邊界條件來模擬流體與固體壁面間的對流換熱，以及板內(nèi)的熱傳導?？紤]到本文研究的內(nèi)容，為更好的觀察近壁處流體流場、溫度場，以及添加擾流體后的漩渦強度，故本文選用精度和可信度更高的RNGk-ε模型來模擬湍流流動。

表1 邊界條件參數(shù)

使用GAMBIT軟件對螺旋板式換熱器簡化后的模擬單元物理模型進行網(wǎng)格劃分，并在靠近換熱面區(qū)域進行局部加密，并通過網(wǎng)格無關性驗證，最終選取網(wǎng)格數(shù)約為83萬時可滿足計算精度的要求。

1.4 數(shù)值模擬有效性驗證

為了驗證數(shù)值模擬方法和數(shù)學模型的有效性和正確性，將本文數(shù)值模擬結果與上文提到的文獻[6]中的模擬結果進行對比，對比結果如圖4所示。由圖4可知，本文的模擬結果與文獻[6]中的模擬結果接近，變化趨勢大致相同。

從狹義來講，共享經(jīng)濟是以獲得一定報酬為主要目的，基于陌生人之間且存在物品使用權暫時轉移的一種商業(yè)模式[4]，換句話說，共享經(jīng)濟的實質(zhì)是對閑置資源的充分利用。當前，共享經(jīng)濟的發(fā)展領域主要集中在交通出行、生活服務、房屋短租、金融借貸、生產(chǎn)能力、知識技能等方面。

劉燕[17]利用幾何原理和傳熱學原理建立了螺旋板式換熱器的數(shù)學模型，并以型號為I6T120-1.2/1400-10螺旋板式換熱器為例進行實驗，該螺旋板式換熱器高1 400 mm，螺旋通道間距10 mm，定距柱直徑10 mm，螺旋板厚度3 mm，利用改進的威爾遜標記法對32組實驗數(shù)據(jù)(Re數(shù)在1 113～93 101之間)進行處理，最終整理出實驗關聯(lián)式：

(8)

利用上述實驗關聯(lián)式對本模型在不同Re數(shù)下的Nu數(shù)進行預測，預測值如圖4所示，可以看出，在一定Re數(shù)變化范圍內(nèi)，實驗關聯(lián)式預測值結果的斜率最大，文獻[6]模擬結果次之，本文模擬結果斜率最小，同時，三者Nu數(shù)整體偶合情況良好。

圖4 數(shù)值方法的有效性驗證Fig.4 Validation of the numerical method

2 數(shù)值模擬結果與分析

2.1 擾流體在5種布置方式下的對比分析

圖5為不同布置方式時Nu數(shù)分布圖。從圖中可以看出，冷水流域和熱水流域的Nu數(shù)的走勢大致相同；定曲率情況下，布置方式1時Nu數(shù)均最小，布置方式5的Nu數(shù)最大，由此可知，布置方式5時傳熱效果最好，布置方式1時最差。變曲率情況下，布置方式1時Nu數(shù)最小，布置方式3的Nu數(shù)最大，布置方式5的Nu數(shù)較方式3時略小。同時比較兩圖可以看出，變曲率螺旋形擾流體在5種布置方式下，冷熱流域的Nu均較定曲率螺旋形擾流體時要高。理論上講Nu數(shù)越大，換熱效果越好，但要分析擾流體對流體擾動換熱的強弱并不能僅僅依靠Nu數(shù)這一個參數(shù)。

圖6為模擬單元內(nèi)冷熱水流域進出口溫差圖。從定曲率螺旋形擾流體布置圖中可以看出，熱水流域的溫降高于冷水流域的溫升，冷水流域的溫升在4.85～5.75 K的范圍內(nèi)，熱水流域的溫降在5.27～6.47 K的范圍內(nèi)。從冷熱水流域的整體走勢來看，擾流體布置方式5的溫升和溫降均為最大，該布置方式較優(yōu)；擾流體布置方式1的溫升和溫降在5種布置方式中為最小，換熱效果較差。從變曲率螺旋形擾流體布置圖中可以看出，熱水流域的溫降高于冷水流域的溫升，冷水流域的溫升在4.50～5.33 K的范圍內(nèi)，熱水流域的溫降在4.90～5.97 K的范圍內(nèi)。從冷熱水流域的整體走勢來看，擾流體布置方式5的溫升和溫降均為最大，該布置方式較優(yōu)；擾流體布置方式4的溫升和溫降在5種布置方式中為最小，換熱效果較差。同時比較兩圖可以發(fā)現(xiàn)，定曲率螺旋形擾流體在5種布置方式下冷熱流域的溫變較變曲率螺旋形擾流體的大。

圖5 不同布置方式下的Nu數(shù)分布Fig.5 Vertical distributions of Nusselt number under different arrangements

圖6 不同布置方式下的溫差分布Fig.6 Vertical distributions of temperature difference under different arrangements

圖7為模擬單元內(nèi)壓降圖。從圖中可以看出，定曲率螺旋形擾流體在5種布置方式下的冷水流域壓降在0.94～1.10 Pa間波動，熱水流域壓降在0.95～1. 09 Pa間波動，擾流體布置方式為3、4時的壓降較大，其他3種擾流體布置方式壓降較3、4小，且差距不大；布置方式2時冷熱水流域壓降均為5種方式中最低，方式5次之。變曲率螺旋形擾流體在5種布置方式下的冷水流域壓降在0.74～0.97 Pa間波動，熱水流域壓降在0.78～0. 99 Pa間波動，很明顯地低于定曲率螺旋形擾流體。在變曲率螺旋形擾流體的5種布置方式下，方式4時壓降最低。

圖8為不同布置方式焓變分布圖。常壓下焓的變化量就是熱量的變化。由定曲率螺旋形擾流體布置圖可知，熱水流域中，擾流體布置方式4、5時焓降值相近且為最大，布置方式1時焓降值最??；冷水流域中，擾流體布置方式5時焓增值相最大，布置方式1、2時焓增值相近且為最小。焓變較大說明擾流體在布置方式5時熱量變化也較大，這就能夠說明，在布置方式5時，熱水流域中熱量的釋放及冷水流域中熱量的吸收均為最大。由變曲率螺旋形擾流體布置圖可知，熱水流域中，擾流體布置方式5時焓降值為最大，布置方式4時焓降值最??；冷水流域中，擾流體布置方式5時焓增值相最大，布置方式4時焓增值為最小。

圖7 不同布置方式下的壓降分布Fig.7 Vertical distributions of pressure drop under different arrangements

圖8 不同布置方式下的焓值分布Fig.8 Vertical distributions of enthalpy value under different arrangements

圖9 不同布置方下的漩渦強度分布Fig.9 Vertical distributions of swirl strength under different arrangements

2.2 螺旋形擾流體布置優(yōu)化模擬結果分析比較

鑒于上文對螺旋形擾流體的綜合分析比較發(fā)現(xiàn)，定曲率螺旋形擾流體對流體的擾動效果比變曲率螺旋形擾流體的擾動效果好，因此繼續(xù)對定曲率螺旋形擾流體的布置結構進行優(yōu)化。其中定曲率螺旋形擾流體在布置方式1時的換熱效果最差，因此對該布置方式下的擾流體結構進行優(yōu)化，看能否對布置方式1進行改善，下面對各優(yōu)化結構進行分析，具體布置優(yōu)化結構見表2。

圖10和圖11分別為定曲率螺旋形擾流體布置方式1的優(yōu)化結構的Nu數(shù)分布圖和協(xié)同角β分布圖。由圖11中可以看出冷水流域的協(xié)同角β小于熱水流域，說明此時冷水流域溫度場與速度場之間的協(xié)同性要好于熱水流域，結合圖10可以看出，冷水流域的Nu數(shù)確實要大于熱水流域；同時，可以看出優(yōu)化后的結構與原結構的Nu數(shù)差距較為微小，優(yōu)化結構5、6、7的Nu數(shù)較布置方式1大，優(yōu)化結構5、6、7所對應的協(xié)同角β小則較布置方式1小，說明優(yōu)化結構5、6、7的協(xié)同性更好，換熱效果亦更佳，說明協(xié)同角β可以用來評價傳熱性能的好壞。結合表2發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化效果較好的結構均為加粗擾流體的結構，冷熱流域共加粗兩個和一個擾流體的優(yōu)化效果差別不大，因此若考慮到經(jīng)費問題，只加粗一個擾流體即可。

圖10 不同優(yōu)化結構下的Nu數(shù)分布Fig.10 Vertical distributions of Nusselt number under different optimization structures

圖12為定曲率螺旋形擾流體布置方式1的優(yōu)化結構的溫變和漩渦強度圖。從圖中很明顯地看出優(yōu)化結構5、6、7冷熱域的溫變和漩渦強度均大于布置方式1，其余優(yōu)化結構的溫變和漩渦強度都小于布置方式1。結合表2說明，降低擾流體高度和減小擾流體直徑的方式對于改善換熱均不理想，只有加粗擾流體直徑的時候換熱效果改善顯著。

圖11 不同優(yōu)化結構下的協(xié)同角β分布Fig.11 Vertical distributions of β under different optimization structures

圖12 不同優(yōu)化結構下的溫差和漩渦強度分布Fig.12 Vertical distributions of temperature difference and swirl strength under different optimization structures

表2 布置方式1基礎上的結構優(yōu)化

圖13為定曲率螺旋形擾流體布置方式1的優(yōu)化結構的壓降圖。從圖中可以看出，優(yōu)化效果較好的結構6的壓降較布置方式1不僅沒有增加，反而有所下降。說明在加粗擾流體直徑后，流體換熱效果好，同時流動阻力并未顯著提高。說明在熱域加粗擾流體直徑后強化換熱綜合效果較好。

圖14為定曲率螺旋形擾流體布置方式1的優(yōu)化結構的焓變圖。從圖中可以看到，優(yōu)化結構5、6、7時冷熱水流域的焓變均明顯高于其他結構；其中優(yōu)化結構5時熱域的焓變在這三者中也為最大。焓變也從一方面體現(xiàn)出冷熱流體溫變的大小，焓變大說明流體溫變也較大。結合熵圖的分析可知，在優(yōu)化結構5時熱流體擾動較強，換熱能力較大，因此溫度變化也就較大，焓變因此也較大。所以說同時增加冷熱域擾流體直徑后更有利于熱域的流動傳熱。

圖13 不同優(yōu)化結構下的壓降分布Fig.13 Vertical distributions of pressure drop under different optimization structures

圖14 不同優(yōu)化結構下的焓值分布Fig.14 Vertical distributions of enthalpy value under different optimization structures

3 結 論

以螺旋形板式換熱器為研究對象，運用CFD數(shù)值模擬軟件建立其整體三維模型，并截取了流體充分發(fā)展后的螺旋板式換熱器的一部分作為模擬單元進行研究。選取定曲率和變曲率兩種螺旋形擾流體結構及5種布置方式，分析比較了兩種擾流體在每一種布置方式時的數(shù)值模擬結果，依據(jù)上述結果分析進一步對定曲率螺旋形擾流體進行結構優(yōu)化。以數(shù)值模擬結果為基礎，結合強化換熱理論分析得到以下結論：

(1) 兩種螺旋形擾流體在所提出的5種布置方式中，均在布置方式5時流動換熱效果最優(yōu)。

(2) 對于定曲率和變曲率這兩種螺旋形擾流體，綜合對比分析各參數(shù)后發(fā)現(xiàn)，定曲率螺旋形擾流體的換熱性能較好。

(3) 結合場協(xié)同原理對螺旋形擾流體結構優(yōu)化后分析發(fā)現(xiàn)，擾流體直徑不變、降低高度時，換熱效果未改善；擾流體高度不變、減小直徑時，換熱效果同樣未得到改善，而增大直徑時，換熱效果有所改善；從而說明擾流體的直徑在增強換熱效果中起著很重要的作用。

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Research on Heat Transfer Characteristics and Structural Optimization of Spiral Plate Heat Exchanger

CHENG Youliang, HAN Jian, YANG Xinghui
(School of Energy Power and Mechanical Engineering, North China Electric Power University, Baoding 071003, China)

Rational mathematical and physical model were built under the guidance of theory of heat transfer enhancement. And the operation condition of spiral-like spoilers which were added into the flow channel of the spiral plate heat exchanger was simulated by the software FLUENT. Optimization simulation was made for the operation condition of spoilers which were inefficient in heat transfer. Studies show that among the five kinds of arrangement, the heat exchange effect of arrangement 5 is optimal for the constant curvature and variable curvature spiral spoilers. After comparing and analyzing various parameters, it can be found that the heat exchange effect of the constant curvature spiral spoiler is better. The structure of spoiler is further improved. It is found that heat transfer effect is improved as the diameter increases, which demonstrates that the diameter of the spoiler plays a very important role in enhancing the heat transfer in the spiral plate heat exchanger.

spiral plate heat exchanger; structure optimization; heat transfer characteristics; spiral spoilers

2016-03-11.

中央高校基本科研業(yè)務費專項資金資助項目(2016XS107).

10.3969/j.ISSN.1007-2691.2016.06.16

TK172

A

1007-2691(2016)06-0102-09

程友良(1963-)，男，教授，博士生導師，主要從事流體動力學及流體設備與節(jié)能理論與應用等方面的研究。